劉志恩，伍楊民，鄒 斌，黃 濤，潘 隆，吳旭昌

(1.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點實驗室，湖北 武漢 430070; 2.武漢理工大學(xué) 汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，湖北 武漢 430070)

發(fā)動機的排氣系統(tǒng)是發(fā)動機的重要組成部分，其主要由催化轉(zhuǎn)化器、消聲器和排氣管道等組成。該系統(tǒng)發(fā)揮著降低噪聲、降低污染物排放等作用，其性能好壞直接影響到發(fā)動機的排放性能、噪聲性能和動力性能[1-2]。Dixit等[3]研究了不同殼體和管道尺寸對排氣系統(tǒng)背壓的影響。沈小榮等[4]對某增壓三缸發(fā)動機的排氣系統(tǒng)聲學(xué)特性進行了分析，并根據(jù)分析及實驗結(jié)果對結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化設(shè)計。華敏相[5]從聲學(xué)性能和空氣動力性能對某三缸發(fā)動機排氣消聲器進行了研究與分析。

筆者針對某乘用車排氣系統(tǒng)背壓較大問題，基于計算流體動力學(xué)方法建立了排氣系統(tǒng)分析模型，得到排氣系統(tǒng)內(nèi)氣體流動特性，運用分析結(jié)果對排氣系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計，降低了排氣背壓并提高了降噪性能。

1 排氣系統(tǒng)背壓測試與分析

通過排氣系統(tǒng)臺架實驗，可以得到排氣系統(tǒng)的性能狀態(tài)。排氣系統(tǒng)背壓測點位置如圖1所示，測點布置在催化轉(zhuǎn)化器前與后、前級消聲器前與后和后級消聲器前。一般取冷端背壓來評價消聲器的背壓性能，即測點3處數(shù)值，圖2為該測點處背壓隨轉(zhuǎn)速變化的實驗數(shù)據(jù)。分析后發(fā)現(xiàn)，在6 000 r/min附近，排氣系統(tǒng)背壓可達70 kPa左右；4 000 r/min附近排氣背壓仍較大。表1為額定最高轉(zhuǎn)速下各測點背壓值，分析可知該排氣系統(tǒng)在額定最高轉(zhuǎn)速下背壓較大，不滿足設(shè)計要求；表2為各部件背壓占比，分析可知后級消聲器背壓占比較大，達到了69.4%，是造成排氣系統(tǒng)背壓較大的主要部位，因此需對該排氣系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計。

圖1 排氣系統(tǒng)背壓測點

圖2 冷端背壓實驗數(shù)據(jù)

排氣系統(tǒng)臺架實驗雖然能夠得到排氣背壓產(chǎn)生的主要部位，但不能說明背壓產(chǎn)生的主要原因，因此需要借助三維計算流體動力學(xué)方法，對排氣系統(tǒng)內(nèi)的氣體流動特性進行數(shù)值模擬。

表1 額定最高轉(zhuǎn)速下各測點背壓 kPa

表2 各部件背壓占比 %

2 數(shù)值模擬研究方法

數(shù)值模擬采用有限體積法，有限體積法的基本思想是把計算區(qū)域劃分成離散的控制體網(wǎng)格，在每個控制體網(wǎng)格上對控制方程進行積分，形成計算變量的代數(shù)方程[6]。發(fā)動機排出的廢氣成分復(fù)雜，為了便于模擬，做出以下假設(shè)：

(1)排氣系統(tǒng)內(nèi)流動介質(zhì)為穩(wěn)態(tài)理想氣體；

(2)忽略排氣系統(tǒng)內(nèi)載體部分的化學(xué)反應(yīng)；

(3)催化轉(zhuǎn)化器載體部分按多孔介質(zhì)處理。

流體的流動遵循動量守恒定律、質(zhì)量守恒定律和能量守恒定律三大定律。質(zhì)量守恒定律可以表述為：單位時間內(nèi)微元體中質(zhì)量的增加，等于同一時間流入該微元體的凈質(zhì)量[7]，用連續(xù)性方程來描述：

(1)

式中：ρ為流體的密度，u、v、ω分別為流體在x、y、z方向上的速度分量。

流體的動量守恒定律可以表述為：系統(tǒng)的動量對于時間的變化率等于作用在系統(tǒng)上的外力和，即：

(2)

(3)

(4)

式中：ρ為流體的密度；p為流體微元體上的壓力；τii為微元體表面上的粘性應(yīng)力τ的分量；Fi為微元體上的體力；u、v、ω分別為流體在x、y、z方向上的速度分量[8]。

流體的能量守恒定律可以表述為：微元體中的能量增加率等于進入微元體的凈熱流量加上體力與面力對微元體所做的功，即：

(5)

式中：T為溫度；K為傳熱系數(shù)；cp為定壓比熱容；ST為流體內(nèi)熱源及由于粘性作用流體機械能轉(zhuǎn)換為熱能的部分，有時簡稱為粘性耗散項。

催化轉(zhuǎn)化器的載體部分視為多孔介質(zhì)，流體在多孔介質(zhì)區(qū)的流動視為層流流動，其壓降和速度成比例，忽略對流加速和擴散[9]。多孔介質(zhì)動量方程具有附加動量源項，源項由兩部分組成，一部分是粘性損失項，另一部分是內(nèi)部損失項，即：

(6)

式中：Si為i向動量源項；μ為動力粘滯系數(shù)；Dij和Cij是相關(guān)計算矩陣第i行第j列的值。

多孔介質(zhì)模型可簡化為Dancy定律：

(7)

式中：α為材料的滲透系數(shù)；υ為運動粘滯系數(shù)。

3 數(shù)值分析模型的建立

3.1 幾何模型的建立

通過三維繪圖軟件建立該排氣系統(tǒng)的幾何模型如圖3所示。該排氣系統(tǒng)主要由催化轉(zhuǎn)化器、前級消聲器、中間連接管道和后級消聲器組成。在建立數(shù)值分析模型時，在保證計算結(jié)果的同時，需要對幾何模型進行一定的簡化，去掉一些對分析結(jié)果無影響的結(jié)構(gòu)，這不僅有利于節(jié)省計算時間，還有利于網(wǎng)格劃分。

圖3 排氣系統(tǒng)幾何模型

3.2 網(wǎng)格劃分

將建立的幾何模型導(dǎo)入前處理軟件Hypermesh中進行面網(wǎng)格劃分，將面網(wǎng)格導(dǎo)入STAR-CCM+中進行體網(wǎng)格劃分，體網(wǎng)格模型采用多面體網(wǎng)格模型。前級和后級消聲器中有較多的穿孔結(jié)構(gòu)，幾何模型的處理和網(wǎng)格劃分中是一個難點，在不改變流動特性的前提下，可做部分簡化。在網(wǎng)格劃分時，對穿孔部分的網(wǎng)格進行局部加密，以捕捉穿孔結(jié)構(gòu)周圍細微的流動特性[10-11]。如圖4為簡化后的排氣系統(tǒng)分析模型，對前級消聲器內(nèi)穿孔管及后級消聲器穿孔隔板上的穿孔區(qū)域網(wǎng)格進行細化。

圖4 排氣系統(tǒng)分析模型

合理的網(wǎng)格劃分是保證數(shù)值計算準確性的前提條件，網(wǎng)格劃分應(yīng)以不影響最終結(jié)果為基本依據(jù)，力求達到精確解的同時盡量減少網(wǎng)格數(shù)量，以減少計算時間，經(jīng)過多次試算，最終確定網(wǎng)格總數(shù)為241萬個。

3.3 邊界條件

以發(fā)動機在額定最高轉(zhuǎn)速下臺架實驗測得的數(shù)據(jù)為邊界輸入條件，如表3所示。

表3 額定最高轉(zhuǎn)速下的邊界條件

4 數(shù)值計算結(jié)果分析

4.1 壓力場分布

計算得到的排氣系統(tǒng)壓力分布云圖如圖5所示。從圖5可知，氣流每經(jīng)過一個腔體，壓力呈逐漸遞減的趨勢，同一腔體內(nèi)壓力變化不大，說明引起壓力損失較大的原因是氣流通過內(nèi)插管和穿孔隔板時的擴縮損失。該排氣系統(tǒng)壓力損失主要集中在后級消聲器部分，臺架實驗也驗證了這一點。為進一步分析壓力損失產(chǎn)生的原因，需要對排氣系統(tǒng)內(nèi)速度分布等進行分析。

圖5 排氣系統(tǒng)壓力分布云圖

4.2 速度場分布

計算得到的排氣系統(tǒng)三維流線分布云圖如圖6所示。從圖6可知，催化轉(zhuǎn)化器內(nèi)流動接近層流狀態(tài)，在前級消聲器內(nèi)，因無截面突變及管徑變化，氣流流動阻力較小，壓力損失較小。壓力損失主要是氣流與壁面的摩擦損失導(dǎo)致，內(nèi)穿孔管氣體流速較快，僅有少量氣流通過穿孔流入消聲器腔體內(nèi)。

圖6 排氣系統(tǒng)三維流線分布云圖

后級消聲器流線和中切面速度分布云圖如圖7所示。在后級消聲器內(nèi)，氣流由入口管流入第三腔后，經(jīng)中間插入管流入第二腔內(nèi)，后經(jīng)穿孔隔板流入第一腔內(nèi)再進入排氣尾管。從圖7中可以看出，高速氣流由入口管流入后直接沖擊消聲器殼體壁面，中間插入管流入第二腔體內(nèi)也直接沖擊殼體壁面，流入出口尾管也有部分氣流沖擊殼體內(nèi)壁面，這導(dǎo)致了較大的能量損失且容易產(chǎn)生噪聲；氣流在消聲器內(nèi)流動較紊亂，氣流不停地相互碰撞、旋轉(zhuǎn)，在腔內(nèi)產(chǎn)生較多的渦流區(qū)域，渦流帶動氣流旋轉(zhuǎn)，一部分與殼體、隔板相互摩擦，一部分與周圍氣體相互碰撞，將氣體動能轉(zhuǎn)變成熱能等其他形式的能量，造成較大的壓力損失。

圖7 后級消聲器流線和中切面速度分布云圖

4.3 湍動能分布

湍動能反應(yīng)的是氣流運動的強烈程度，消聲器氣流再生噪聲主要是氣流碰到阻礙物后產(chǎn)生湍流而引起的，湍動能分析能對氣流再生噪聲做出一定預(yù)測。后級消聲器穿孔及隔板較多，因此主要分析后級消聲器的湍動能分布，圖8為后級消聲器中切面湍動能分布云圖，湍動能較大區(qū)域主要位于中間插入管、出口尾管內(nèi)，氣流沖擊殼體內(nèi)壁面附近湍動能也較大，隔板穿孔上產(chǎn)生的射流區(qū)域湍動能也較大，湍流引起的脈動能量大。

圖8 后級消聲器中切面湍動能分布云圖

后級消聲器的內(nèi)入口管、插入管及出口尾管中心線上速度隨著軸向距離分布云圖如圖9所示，隨著距離增大，中心線上速度逐漸減小，入口管速度變化較平緩，因此湍動能分布較均勻，中間插入管及出口尾管速度突變較大，因此湍動能分布不均，且插入管內(nèi)最大速度達到了260 m/s左右，速度較大，此處湍動能也較大，可能會引起氣流噪聲。

圖9 后級消聲器內(nèi)管中心線上速度分布

因此，需對排氣系統(tǒng)壓力損失較大的后級消聲器進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，降低壓力損失，并盡量降低產(chǎn)生氣流再生噪聲，提高排氣系統(tǒng)的降噪性能。

5 優(yōu)化分析

5.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)以上分析，優(yōu)化方案去掉了中間內(nèi)插管，將出口尾管上的寬頻共振器向后移動，將入口管尾端堵住，并在管上開有均布的孔，其余結(jié)構(gòu)保持不變，優(yōu)化前后方案如圖10所示。

圖10 后級消聲器原方案與優(yōu)化方案

5.2 優(yōu)化方案數(shù)值計算結(jié)果分析

表4為在額定最高轉(zhuǎn)速下冷端測點優(yōu)化前后的背壓值。由表4可以看出，該優(yōu)化方案流動特性得到明顯改善，背壓相比原方案降低45%左右。

表4 額定最高轉(zhuǎn)速下優(yōu)化前后冷端測點背壓 kPa

圖11和圖12分別為優(yōu)化方案數(shù)值仿真所得三維流線分布云圖和后級消聲器中切面速度分布云圖。分析可知，優(yōu)化方案的后級消聲器內(nèi)流動特性有所改善，腔內(nèi)氣流產(chǎn)生的渦流區(qū)域減少，降低了能量損失；氣體流速相對原方案有所降低，氣流速度降低，降低了穿孔處高速氣流引起的噴注噪聲以及由氣流高速噴射引起的局部湍動[9-10]。

圖11 排氣系統(tǒng)優(yōu)化方案的三維流線分布云圖

圖12 后級消聲器優(yōu)化后的流線和中切面速度分布云圖

圖13為優(yōu)化后的級消聲器中切面湍動能分布云圖，分析可知，優(yōu)化方案減少了氣流與消聲器殼體內(nèi)壁面的碰撞，腔體內(nèi)湍動能較大區(qū)域有所減少，改善了腔體內(nèi)氣流的流動均勻性，有利于降低壓力損失和減少氣流噪聲。

圖13 后級消聲器優(yōu)化后的中切面湍動能分布云圖

5.3 實驗驗證

為了進一步驗證優(yōu)化方案是否滿足設(shè)計要求，在實驗室臺架上對優(yōu)化方案進行了測試，測試條件與原方案保持一致，原方案與優(yōu)化方案背壓測試結(jié)果對比如圖14所示。分析可知，在整個轉(zhuǎn)速范圍下優(yōu)化方案背壓下降明顯，在6 000 r/min轉(zhuǎn)速下，冷端排氣背壓下降至33 kPa左右，該優(yōu)化方案可滿足背壓設(shè)計要求。圖18和圖19分別為測試所得原方案和優(yōu)化方案的尾管噪聲頻譜圖。分析可知，在2 000 r/min～6 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，優(yōu)化方案能量集中區(qū)域大幅減少，有利于降低噪聲。

圖14 原方案與優(yōu)化方案冷端背壓測試結(jié)果

圖15 原方案尾管噪聲頻譜圖

圖16 優(yōu)化方案尾管噪聲頻譜圖

6 結(jié)論

(1)基于臺架實驗得到了排氣系統(tǒng)背壓產(chǎn)生的部位，基于計算流體動力學(xué)方法建立了排氣系統(tǒng)分析模型，得到排氣系統(tǒng)內(nèi)氣體流動特性，聯(lián)合運用實驗分析方法和數(shù)值分析方法對排氣系統(tǒng)進行低背壓結(jié)構(gòu)設(shè)計的優(yōu)化。

(2)針對原排氣系統(tǒng)背壓較大問題，通過對異性消聲器進行低背壓的優(yōu)化設(shè)計，合理控制消聲器中穿孔管開孔位置、插入管長度等，在發(fā)動機全轉(zhuǎn)速范圍下，降低了排氣背壓，提高了降噪性能，并通過實驗得到了驗證。

(3)減少氣流與殼體壁面的相互碰撞，提高消聲器腔體內(nèi)的氣流均勻性，降低氣流的湍動能，有利于降低壓力損失并減少氣流噪聲。